ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY ĐỀ 5 FULL_SPKT

LỜI NÓI ĐẦUNgành cơ khí là một ngành ra đời sớm so với các ngành khác ,nó được xem là ông tổ của nền công nghiệp .Ngày nay nó đóng vai trò rất quan trọng trong tiến trìnhcông nghiệp hóa

LỜI NÓI ĐẦU

Ngành cơ khí là một ngành ra đời sớm so với các ngành khác ,nó được xem là ông

tổ của nền công nghiệp Ngày nay nó đóng vai trò rất quan trọng trong tiến trìnhcông nghiệp hóa ,hiện đại hóa của đất nước ta nói riêng và trên thế giới nói chung.Lần đầu tiên thiết kế các chi tiết máy và bộ phận máy, đây là một công việc hoàntoàn mới mẻ đòi hỏi người thực hiện phải vận dụng những kiến thức đã và đanghọc vào thực tế Công việc này đã đem lại những giá trị bổ ích cho các sinh viên,riêng em qua đồ án này em đã rút ra được nhiều kinh nghiệm và bài học quý giá

Em chân thành cảm ơn đến Thầy TRẦN QUỐC HÙNG là giảng viên hướng dẫn

em thực hiện đồ án này Về những đóng góp quý báu trong quá trình em thực hiện

đồ án Ngoài ra, để hoàn thành được đồ án này em có tham khảo một số sách nhưChi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khícủa Trịnh Chất và Lê Văn Uyển tập I và II cùng nhiều tài liệu khác lưu hành nội

bộ trường Đại học Sư phạm Kỹ Thuật Tp Hồ Chí Minh như Dung sai kỹ thuật đo,Vật liệu học, Sức bền vật liệu, Rất mong được sự đóng góp ý kiến của thầy đểviệc học của em ngày một tốt hơn Chân thành cảm ơn !

NHẬN XÉT CỦA GVHD:

Tp Hồ Chí Minh, ngày tháng năm

Mục lục

Mục lục 3

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ TỶ SỐ TRUYỀN 9

I Chọn động cơ: 10

1 Công suất trên trục công tác: 10

2 Tính toán công suất hệ thống: 10

3 Chọn động cơ: 10

II Phân phối Tỉ số truyền: 11

Phần II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN (BỘ TRUYỀN ĐAI) 13

I Xác định các thông số bộ truyền : 13

1 Chọn loại đai: 13

2 Xác định thông số bộ truyền: 14

3 Khoảng cách 2 trục a: 14

4 Tính chiều dài đai: 15

5 Tính góc ôm α1: 15

6 Xác định số đai z : 16

7 Chiều rộng bánh đai: 16

8 Đường kính ngoài bánh đai: 16

9 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục : 17

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 17 I.Chọn vật liệu: 17

II.Xác định ứng suất cho phép: 17

III Tính toán bộ truyền cấp nhanh: 20

1 Xác định sơ bộ khoảng cách aw: 20

2 Xác định các thông số ăn khớp: 20

3 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc: 22

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 25

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 26

6 Các thông số và kích thước bộ truyền răng cấp nhanh: 26

IV Tính toán bộ truyền cấp chậm: 27

1 Xác định khoảng cách trục: 27

2 Xác định các thông số ăn khớp: 27

3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: 28

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 30

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 31

6 Các thông số cơ bản của bộ truyền: 31

Phần IV: THIẾT KẾ TRỤC 32

I.Chọn vật liệu chế tạo trục: 32

II.Xác định sơ bộ đường kính các trục: 32

III.Xác định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực : 33

IV.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục : 34

1.Trục I : 34

2.Trục II: 37

3 Trục III: 39

V Tính các momen uốn tổng và các momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục: 41

1 Momen uốn tổng tại các tiết diện j: 41

2 Momen tương đương tại các tiết diện j: 41

3.Đường kính trục tại các tiết diện j: 42

VI Kiểm nghiệm về độ bền mỏi: 43

1 Thép C45 tôi thường hóa: 43

2 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm: 43

3 Chọn lắp ghép: 43

4 Xác định các hệ số : 44

PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN 46

I.Then: 46

II.Ổ lăn : 47

1 Trục I: 47

2 Trục II: 49

3 Trục III: 51

III Chọn dung sai lấp ghép đối với ổ lăn: 53

PHẦN VI: 54

TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 54

I Chọn vật liệu: 54

-Ta chọn vỏ hộp đúc,vật liệu là gang xám GX 15_32 54

-Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để việc tháo lắp các chi tiết được thuận tiên và dễ dàng hơn 54

II.Các kích thuớc của hộp giảm tốc: 54

Chiều dày: 54

• Thân hộp: 54

δ= 0,03.a+3>6 (mm) 54

Với a= (aw1+aw2)/2=175(mm) 54

=> δ=0,03.175+3=8,25(mm) 54

Chọn δ = 8 mm 54

• Chiều dày nắp hộp: 54

δ1 = 0,9 δ =0,9.8 ¿ 7,2 mm 54

Chọn δ1 = 7 mm 54

Gân tăng cứng: 54

• Chiều dày gân: e = (0,8 ¿ 1) δ 54

= (0,8 ¿ 1) 8 = (6,4÷8) mm 54

 chọn e = 7 mm 54

• Chiều cao gân: H ≤ 5 δ = 5x8 = 40 mm 54

• Độ dốc gân: 2o 54

Đường kính bulong: 54

• Bu lông nền: d1 > 0,04.a+10=0,04.175+10=17>12(mm) 54

 chọn d1 = 16 mm 54

• Bu lông cạnh ổ: d2 = (0,7 ¿ 0,8) d1 = (0,7 ¿ 0,8) 16=11,2÷12,8 54

 chọn d2 = 12 mm 54

• Bu lông ghép bích nắp và thân: 54

d3 = (0,8 ¿ 0,9) d2 = (0,8 ¿ 0,9) 12=9,6÷10,8 54

 chọn d3 = 10 mm 54

• Bu-lông ghép nắp ổ: 54

d4 = (0,6 ¿ 0,7) d2= (0,6 ¿ 0,7) 12 = (7,2 ¿ 8,4) mm 55

 chọn d4 =8 mm 55

• Bu-lông ghép nắp cửa thăm: 55

d5 = (0,5 ¿ 0,6) d2 = (0,5 ¿ 0,6) 12 = (6 ¿ 7,2) mm 55

 chọn d5 = 6 mm 55

Mặt bích ghép nắp và thân: 55

• Chiều dày bích thân hộp 55

S3 = (1,4 ¿ 1,8) d3 = (1,4 ¿ 1,8) 10 = (14 ¿ 18) mm 55

 chọn S3 =17 mm 55

• Chiều dày bích nắp hộp 55

S4 = (0,9 ¿ 1).d3 = (15,3 ¿ 17) mm 55

 chọn S4 =16 mm 55

• Bề rộng bích nắp và thân 55

K3 = 34 mm 55

Mặt đề hộp: 55

• Chiều dày mặt đế hộp không phần lồi: 55

S1 = (1,4 ¿ 1,7) d1 = (1,4 ¿ 1,7) 16 = (22,4 ¿ 27,2) mm 55

 chọn S1 =25mm 55

• Chiều dày mặt đế hộp có phần lồi: 55

S2 = (1÷1,1).δ1 = (16÷17,6) mm 55

 chọn S2=17 mm 55

• Bề rộng mặt đế hộp: K2 = 3 d1 = 3.16 = 48 mm 55

Khe hở: 55

• Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp: 55

Δ ¿ (1 ¿ 1,2) δ = (1 ¿ 1,2).8= (8÷9,6) 55

 chọn Δ =10 mm 55

• Khe hở giữa bánh răng lớn nhất và đáy hộp: 55

Δ 1 ¿ (3 ¿ 5) δ =(3 ¿ 5).8=(24÷40) 55

 chọn Δ 1 =35 mm 55

Giữa mặt bên với các bánh răng với nhau: 55

Δ ≥ δ => chọn Δ=10mm 55

Số lượng bulông nền: 56

Z = L+B 200÷300 56

L: chiều dài hộp.Chọn sơ bộ L=500 mm 56

B: chiều rộng hộp.Chọn sơ bộ L=300 mm 56

Z = 500+300 200÷300 56

 chọn Z = 4 56

III Một số kết cấu khác: 56

1.Bulông vòng: 56

h f

r

r2

h1

l

d

d2

d1

56

2 Chốt định vị: 57

3 Cửa thăm: 57

4 Nút thông hơi: 58

5 Nút tháo dầu: 58

6 Que thăm dầu: 59

7 Vòng chắn dầu: 59

1 Dung sai lắp ghép : 60

V PHƯƠNG PHÁP BÔI TRƠN 62

1 Bôi trơn ổ lăn 62

-Do ổ làm việc lâu dài,tốc độ làm viêc thấp,nhiệt độ làm việc < 150 ∘ C nên ta bôi trơn bằng mỡ.Theo bảng 15-15 ta chọn mỡ LGMT2 62

-Ta dùng vòng phớt để che kín ổ lăn 62

2 Bôi trơn hộp giảm tốc: 62

-Do vận tốc vòng < 12m/s nên ta bôi trơn bắng phương pháp ngâm dầu 62

Chiều sâu ngâm dầu = (0,75 ¿ 2) h > 10mm 62

Với h : chiều cao chân răng 62

Ta dùng dầu tuabin để bôi trơn 62 TÀI LIỆU THAM KHẢO 62

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ TỶ SỐ TRUYỀN

I Chọn động cơ:

1 Công suất trên trục công tác:

 Điều kiện làm việc với số liệu ban đầu:

- Lực vòng trên băng tải (2F): 2F = 6400 (N)

- Vận tốc tải xích tải (v): v = 1,2 (m/s)

- Số răng đĩa xích tải (Z): Z = 9 (răng)

- Bước xích tải (t): P = 110 (mm)

- Số năm làm việc (y): a = 6 (năm)

 Đặc điểm của tải trọng:

- Tải trọng và va đập nhẹ, quay 1 chiều

- Một năm làm việc 300 ngày, 1 ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ Sai số cho phép tỷ số truyền

∆i=(2÷3)%

2 Tính toán công suất hệ thống:

Hiệu suất chung:

η = ηđ.ηol4.ηBr3.ηnt

Tra bảng 2.3 trang 19 ta có:

ηđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đại

ηol = 0.995 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηBr = 0,97 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng

Ηnt = 1 : Hiệu suất nối trục

u = = = 20,05

72,72

n n

un: Tỷ số truyền cấp nhanh

= 55217 (N.mm)

T1 =

6 9,55.10 8,05

= 163458 (N.mm)

dc 1 đ

= 448089 (N.mm)

1 2 n

= 949883 (N.mm)

2 3 c

n 165,6

n = = = 72,79

u 2,275 (Vòng/phút)

Bảng phân phối tỷ số truyền:

Trục

Thông số

Động cơ

Chế độ làm việc ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ

Theo hình 4.1/trang 59: Chọn đai thang thường

Chọn đai có kí hiệu Б từ điều kiện làm việc như trên:

ký hiệu Б với các thông số sau:

Kích thước tiết diện:

π.d n

v = 60x1000 =

3,14.200.1458

60000 ≈ 15,27 (m/s) Thỏa điều kiện: v1 = 15,27(m/s) < vmax = 25 (m/s)

 Tính đường kính d2:

Theo 4.2(trang 53): d2 = d 1 u đ

¿ ¿Chọn ε = 0,01 ( hệ số trược ε = 0,01÷ 0,02)

 d2 = (1−0,01)200.3,1 = 626,26 (mm)

Tra bảng 4.26/trang 67: chọn d2 = 630 mm

Như vây tỷ số truyền thực tế:

2 tt

Với a = 630 (mm)

 Thỏa điều kiện

4 Tính chiều dài đai:

Tra bảng 4.13/trang 59, chọn chiều dài chuẩn: l = 2650 (mm)

 Kiểm nghiệm về điều kiện tuổi thọ: (công thức 4.15)



Thõa điều kiện 461,5 < a=643,36 < 1640

Vậy khoảng cách trục a = 643,36 (mm)

* P1 = 8,43 kW công suất trên bánh dẫn.

*  P0 = 5,07 kW công suất cho phép (tra bảng 4.19/trang 62)

* Kđ : hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7/trang 55)

Với chế độ ngày làm việc 2 ca và dao động nhẹ:

=>Kđ = 1,1+0.1 = 1,2

* C α= 0,89 hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm (tra bảng 4.10/trang )

 C l= 1,04 - hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (tra bảng 4.16/trang61)

 C u=1,14 - hệ số kể đến ảnh hưởng tỷ số truyền (tra bảng 4.17)

 C z=0,97 - hệ số kể đến ảnh hưởng sự phân bố không điều tải trọngcho các dây đai (tra bảng 4.18)

8 Đường kính ngoài bánh đai:

Với Fv = qm.v2 lực căng do lực li tâm sinh ra (Công thức 4.20/trang 20)

Ta có tiết diện đai loại Б → tra bảng 4.22/trang 22 → qm = 0,178 kg/m

II.Xác định ứng suất cho phép :

Theo bảng 6.2/trang 94 đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB <350 (180÷350) Có: σ o H lim = 2HB + 70

S H = 1,1(hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc)

2,84 =

=

24,43.10

> N    

Ta có NHE2= 24,43.107 > NHO1= 1,39.107 ⇒ KHL2 = 1

Tương tự cho NHE1

=> NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc sơ bộ.được xác định :

Theo công thức (6.1a)/ trang 93:   Hl

530.1 1,1 = 481,82 ( MPa )-Với cấp nhanh sử dụng răng trụ răng thẳng do đó:

T T

  n i t i

Với * m F:bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

* Ti, ni, ti lần lượt là momen xoắn ,số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế

độ của bánh răng đang xét

Với HB(180÷350)  mF = 6 (tra bảng 6.4/trang 95)

 NFE2 = 60.1

470,32 2,84 18000.( 16 0,7 + 0,3.0,86) = 22,6.107  NFE2 = 22,6.107 > NFo = 4.106 số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử vềuốn

 KFL2 =1

Tương tự cho NFE1

 KFL1 =1



 Ứng suất uốn cho phép, tính theo 6.2a/trang 93.

F = σoFlim

FC FL F

K K S

Trong đó: KFC=1:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều.Nên: σ0Flim=1,8HB

Theo (6.13 và 6.14)/trang 95 , ứng suất quá tải cho phép

Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện

(481,82) 2,84.0,4 (mm)Chọn aw1 = 163 (mm)

Đối với bánh răng thẳng

 β=0: góc nghiêng của răng

u m =

2

1

79 2,82 28

3 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiệnsau:

 Z M = 274 (MPa)1/3 hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ănkhớp, trị số ZM được tra theo bảng 6.5/trang 96

 ZH=

b wt

cosβ 2 sin2α hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

βb – góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở

Theo công thức (6.34)/trang 105

ε : Được tính theo công thức 6.38b/105

0 α

KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39/trang 106

Theo công thức 6.39/ trang 106: KH = KHβ.KHα.KHV.

* KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng

Chọn KHβ = 1,02

* KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng các đôi răng đồng thời

ăn khớp bánh răng

Đối với bánh răng thẳng tra bảng 6.14/trang 107 => KHα =1,01

* KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức 6.41 /trang 107

H w w1 HV

v b d

K = 1 +

2.T K K

v =

60000 (6.40/trang 106)

Với

w1 w1

*v = 2,076 m/s <5m/s => ZV = 0,91.

*ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc Cấp chính xác động học là 8dp01 cần gia công độ nhám là R a  1, 25 0, 63 ( m) => ZR = 1

Với da < 700 (mm) =>KxH = 1

 H = 481,82.0,91.1.1 = 438,5 (MPa)

Vậy ta có H =431,65 < H = 438,5 (MPa)

 Thoả điều kiện ứng suất

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đểvượt quá 1 giá trị cho phép:

1 F ε β F1

w w1

2T K Y Y Y =

β=0 → Yβ = 1: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Dựa vào bảng 6.18/trang 109 → YF1 = 3,784

→ YF2 = 3,58 Tra bảng 6.7/trang 98 → KFβ = 1,03

F w w1 FV

F1

.Y 67,78.3,58 = = = 64,19 (MPa)

KxF = 1: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng đến độ uốn với da ¿ 400(mm)

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo công thức 6.48/trang 110

T

K = = 1

T Hmax = H K = 431,65 (MPa) qt

 Hmax  431,65 Hmax  1260MPa

Theo công thức 6.49 Ứng suất cực đại  Fmax thoả

Điều kiện: Fmax = KF qt  F max

Với bánh dẫn:  F1max =  F1 K = 67,78 (MPa) qt

Vậy  Fmax  Fmax 464 MPa 

Và bánh bị dẫn:  F2max =  F2 K = 64,19 (MPa) qt

Vậy:  F2max   F max =360(MPa)

Kết luận: bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

6 Các thông số và kích thước bộ truyền răng cấp nhanh:

IV Tính toán bộ truyền cấp chậm:

 aw2 = 43.(2,275+1)  

2

3 448089.1,06

495, 41 2, 275.0,3 = 199,32 (mm) Chọn aw2 = 199(mm)

3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6,33) ứng suất tiếp xúc trên rang làm việc:

H = ZmZHZ√2 T2' K H(u m+1)

b w u m d w 22 ≤ [H] Trong đó:

* ZM = 274 (MPa1/3) Cơ tính của vật liệu chế tạo là thép

Với v = 0,66 (m/s) Tra bảng 6.13 được cấp chính xác là 9

Tra bảng 6.14 ta được KHα = 1,13

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được H = 0,002; go = 73

 vH = H.go..v.√a w

u = 0,002.73.1,05√2,28199 = 1,43 (m/s)Theo công thức 6.41:

KHv = 1+2T v H b w d w 2

2

' K Hβ K Hα = 1 + 2.448089.1,06 1,131,43.59,7 121,34 = 1,01 Theo 6.39: KH = KHβ.KHα.KHv = 1,06.1,13.1,01 = 1,21

Thay các giá trị vừa tìm được vào H ta được :

H = ZmZHZ

2 H 2

Như vậy H = 453,79 >[H] = 421,1 (MPa)

 Ta tiến hành kiểm nghiệm lại: aw=210

 

2 H

w ba w

H 2

σ

=>b = ψ a

σ 423 = 0,3.210.

421,1 = 63,57 mm

2.

.

KxF = 1 (vì da < 400mm), do đó:

=>[σ F 1]=[σ F 1]Y R Y sβ K xF = 252.1.1,004.1 = 253,01 (MPa)

=> [σ ] = 236,57.1.1,004.1 = 237,52 (MPa)

 F1 =

2.448089.0, 69.0,75.3,62.1,67

63,57.127, 66.3 = 115,16 (MPa) => F2 = F1.YF2/ YF1= 114,52 (MPa)

 F1 = 115,16 MPa < [F1] = 253,01 MPa

 F2 = 114,52 MPa < [F2] = 237,52 MPa

=>Thỏa điều kiện về độ bên uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) H1max = H√K qt

Với Kqt = Tmax/T = 1

H1max = H√K qt= 423 MPa < [H]max = 1260 MPa

Theo (6.49):

F1max = F.Kqt = 115,16 MPa < [F1]max = 464 MPa

F2max = F.Kqt = 114,52 MPa < [F2]max = 360 MPa

=>Thỏa mãn điều kiện về quá tải

6 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

-Giới hạn chảy: δ ch=340 ( MPa ).

-Ứng suất uốn cho phép: [τ]= 15…30 (MPa)]= 15…30 (MPa)

II.Xác định sơ bộ đường kính các trục:

Đường kính trục được xác định theo công thức (10.9):

d≥3√0,2T[τ](mm)

T: Momen xoắn Nmm

[ τ ] : Ứng suất xoắn cho phép MPa.

Các thông số ban đầu :

Ở đây, do lắp bánh đai lên đầu vào của trục, do đó không cần quan tâm tới đường kính trục động cơ.

III.Xác định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực :

Từ đường kính các trục,tra bảng 10.2/trang 189 ta được chiều rộng các ổ lăn b0

theo bảng 10.2 :

* d1 = 32 (mm) => b01 = 20 (mm)

* d2 = 44 (mm) => b02 = 25 (mm)